Реконструкция типовой котельной малого предприятия

РЕФЕРАТ

В данном дипломном проекте на тему: «Реконструкция типовой котельной малого предприятия» рассматривается вариант с реконструкцией котельной с установкой противодавленческой турбины. В проекте рассмотрены следующие вопросы: характеристики имеющегося оборудования, обоснование реконструкции котельной, выбор турбоустановки и ее расчет, расчет тепловой схемы котельной, расчет тепловой схемы турбоустановки, характеристика существующей системы регулирования, определение экономической целесообразности реконструкции котельной, а также рассмотрены вопросы безопасности персонала.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

. Анализ работы источника теплоснабжения и обоснование реконструкции котельной

1.1 Описание котельной типовой котельной малого предприятия

.2 Обоснование реконструкции котельной

2. Выбор турбоустановки

2.1 Предложение завода-изготовителя

.2 Предложение дипломника

3. Потери в паропроводе котельной

3.1 Расчет тепловых потерь в паропроводе

4. Расчет источников теплоснабжения

4.1 Расчет существующей тепловой схемы на реальный режим

.2 Расчет тепловой схемы турбоустановки

5. Расчет паротурбинной установки

5.1 Характеристика и описание турбины

.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины

.3 Предварительный расчет регулирующей ступени

.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени

.5 Определение размеров последней ступени

.6 Определение числа ступеней турбины и распределение теплоперепада  на ступенях

.7 Подробный расчет регулирующей ступени

.8 Подробный расчет нерегулируемых ступеней турбины на ЭВМ

6. Описание системы регулирования турбины

6.1 Краткая характеристика существующей системы регулирования

.2 Устройство сервомотора для привода органов парораспределения

7. Определение экономической эффективности реконструкции котельной петровского спиртового комбината

7.1 Расчет себестоимости тепловой и электрической энергии после реконструкции

7.2 Срок окупаемости капитальных вложений

. Поиск альтернативных источников реконструкции

8.1 Паровая турбомуфта

.2 Анализ целесообразности

8.3 Оценка экономической эффективности

9. Охрана труда

9.1 Анализ потенциальных опасностей и условий труда в турбинном цехе

.2 Мероприятия по защите обслуживающего персонала от воздействия опасных факторов

9.2.1 Электробезопасность обслуживающего персонала

.2.2 Защита от ожогов

.2.3 Защита оборудования от превышения давления в нем выше допустимого

.2.4 Профилактика механических травм

.2.5 Обеспечение пожаровзрывобезопасности

9.8.3 Создание нормальных условий труда для обслуживания персонала турбинного цеха

9.3.1 Создание нормального микроклимата в помещении

.3.2 Организация рационального освещения

.3.3 Защита от шума и вибрации

Заключение

Литература

ВВЕДЕНИЕ

Пути развития промышленной теплоэнергетики на ближайшие годы

В настоящее время значительно возросла роль экономического использования энергоресурсов, в частности топлива и электрической энергии.

Выполняемые ООН и МИРЭС исследования с рассматриванием вариантов развития мировой экономики показывают, что в течении последующих тридцати лет энергопотребление в мире удвоится. При сохранении современного уровня потребления топлива, запасов нефти хватит на 40 лет, угля на 250 лет, газа на 60 лет. Поэтому основными задачами мировой энергетической политики являются экономия энергии на промышленных предприятиях, снижение себестоимости производства энергоресурсов, внедрение более современной и экономичной техники, а также вопросы управления энергетическим хозяйством.

Политике энергосбережения отдается безусловный приоритет, при этом главные направления следующие:

) Эффективное использование энергоресурсов.

) Организация постоянного энергетического контроля и разработка мер воздействия на крупные предприятия, что обеспечит надзор за рациональным использованием почти на 70% топлива, потребляемых промышленностью.

) Структурно-технологическая перестройка энергоемких отраслей, которая сможет обеспечить прекращение роста энергоемкости валового национального продукта к 2001 году и ее снижение на 20…25% к 2010-2012 году.

) Массовое оснащение всех потребителей средствами учета, контроля и регулирования расхода всех видов затрачиваемых энергоресурсов.

) Нормативно-правовое и законодательное обеспечение политики энергосбережения на федеральном и региональном уровнях.

В теплоэнергетике рассматриваются два важных направления: значительные приоритеты будут отданы широкому применению газотурбинных надстроек и паровых установок при обновлении действующих и в новом строительстве ТЭУ.

Вторым важным направлением является реконструкция котельных. В настоящее время многие предприятия работают с неэкономичными реакционно охладительными установками (РОУ), из-за которых происходят большие потери.

Существует несколько вариантов реконструкции котельной. Тема данного дипломного проекта посвящена одному из таких вариантов: перевод тепловой схемы котельной на паротурбинный цикл.

 

1. Анализ работы источника теплоснабжения и обоснование реконструкции котельной

 

.1 Описание котельной Петровского спиртового комбината

В качестве образца типовой котельная рассмотрим котельную поселка Петровский Гаврило-Посадского района Ивановской области расположена на берегу реки Нерль. Котельная предназначена для покрытия тепловых нагрузок цехов Петровского спиртового комбината, поселка в виде отпуска пара и горячей воды. Котельная отпускает тепло потребителям в виде сетевой воды по температурному графику t1/t2 = 95/70. Система теплоснабжения петровского спиртового комбината закрытая.

В существующей промышленной котельной установлены и находятся в эксплуатации три паровых котла типа ГМ-50-1, единичной производительностью по 50 т/ч и один котел ДКВР-10-13 производительностью 15 т/ч. Параметры пара на выходе их котлов: давление 14 ата и температура 250оС. Вырабатываемый котлами пар 14 ата поступает на паровую сборку - главный паропровод. Затем идет на РУ №1-30-, РУ №2-40-, РУ-30-, РУ №4-30-. Производственная, на теплофикацию, горячее водоснабжение и собственные нужды цеха паровые нагрузки покрываются за счет редуцированного пара. Питательная вода подогревается до 104оС в деаэраторах, куда поступает конденсат после бойлеров, дренажей и доставки химически очищенной воды. Пар в деаэраторы подается после РУ №3-30-. питательная магистраль двухсточная. Пар на бойлерную установку поступает после РУ №4-30-, на мазутное хозяйство поступает после РУ №2-40-. На привод парового питательного насоса подается пар из главного паропровода р=14 ата. Отсепарированный пар после непрерывной продувки идет в деаэратор. подача питательной воды в котлы осуществляется четырьмя насосами типа ЦНСГ-60/264, а также имеются три насоса подпитки тепловой сети ЦНСГ-38-44, один паровой насос ПДГ-125/30, три дренажных насоса типа ИК-90/55, три насоса соли Х50-32-125.Д, два насоса исходной воды типа 4х-90/55, три сетевых насоса типа Д-630/90.

В котельной установлены также два деаэратора типа ДСЛ-100/50, предназначенные для приготовления воды для подпитки тепловой сети.

Топливом котельной является мазут. Хранение, приготовление и транспортировка осуществляются мазутными хозяйствами котельной.

Для обеспечения работы оборудования и управления им в процессе эксплуатации в котельной смонтирована система автоматического управления.

Котельная поселка Петровский является единственным предприятием теплоснабжения, поэтому эффективное функционирование котельной является одной из первоочередных задач.

 

.2 Обоснование реконструкции котельной

Вырабатываемый котлами пар редуцируется в редукционно-охладительной установке и направляется на производство, на собственные нужды котельной, на отопительные бойлерные и горячее водоснабжение. Но работа редукционно-охладительной установки не экономична, т.к. происходят большие потери пара.

Потери пара в редукционно-охладительной установке:

Эту проблему можно решить с помощью установки турбины. Кроме того, что произойдет снижение потерь, это также позволит отказаться от потребления электрической энергии на нужды Петровского спиртового комбината из энергосистемы и, как следствие, снизит себестоимость выпускаемой продукции.

 

2. Выбор турбоустановки

 

.1 Предложение завода-изготовителя

Проектом Петровского спиртового комбината предусмотрено использование потенциала пара для выработки электроэнергии на собственные нужды комбината.

Для чего:

) С заводом-изготовителем, Белэнергомаш, согласована возможность повышения температуры пара с 250 оС до 300 оС.

) Согласно техническому заданию Калужский турбинный завод разработал рабочую документацию и выдал технические условия на поставку двух турбин ПР-2,5-1,3/0,6/0,1 на приведенные выше параметры пара.

Принципиальной тепловой схемой предусматривается включение паровых турбин параллельно существующих редукционно-охладительным установкам (РОУ), которые в зависимости от загрузки турбин переводятся в резервное состояние. Количество устанавливаемых турбин две. Номинальная электрическая мощность каждой турбины 2,5 МВт.

 

.2 Предложение дипломника

Определим мощность ожидаемую к получению на паровой турбине

, МВт (2.1)

гдеDк - суммарная производительность котельной, т/ч

h¢ - энтальпия пара на входе в турбину, кДж/кг

h² - энтальпия пара на выходе из турбины, кДж/кг

hэм - электрический КПД

Дипломным проектом предусмотрено установить противодавленческую турбину Р-12-3515 параллельно существующим редукционно-охладительным установкам (РОУ). Редукционно-охладительные установки будут находиться в резервном состоянии. В случае аварии турбины их пустят в работу.

Данным проектом выбрана именно эта турбина исходя из вышеприведенного расчета, а также экономичности ее установления. Тепловая мощность этой турбины позволит отпить не только Петровский спиртовой комбинат и поселок, но и близлежащие поселения, такие как Нерль, Крапивное, Кибергино, Стебочево и другие. А также Петровский спиртовой комбинат будет выпускать свою электрическую энергию, что позволит отказаться от нее из «Ивэнерго». установление турбины, предложенной заводом-изготовителем, на 2,5 МВт решает только часть проблемы. Большая часть пара идет к потребителю через РОУ.

Выход: поставить два котла на 4 МПа и турбины Р-12-35.

 

3. Потери в паропроводе котельной

 

3.1 Расчет тепловых потерь в паропроводе

Полная потеря тепла изолированным трубопроводом определяется по формуле

, Вт(3.1)

гдеL - длина трубопровода, м

q1 - теплопотери с одного погонного метра изолированного трубопровода, Вт/м

Величина q1 находится по формуле

(3.2)

где- полное термическое сопротивление трубопровода

 - температура энергоносителя, оС

 - температура окружающей среды, оС

Полное термическое сопротивление трубопровода определяется при воздушной прокладке по формуле

(3.3)

Выражения для частных термических сопротивлений в формуле приводятся ниже.

,(3.4)

где  - внутренний диаметр трубопровода, м

 - коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к стенке, принимаем =1500 Вт/м2град [6]

(3.5)

где - коэффициент теплопроводности стенки трубы, принимаем =35 Вт/м2град [6]

Термическое сопротивление основного слоя изоляции

(3.6)

где  - наружный диаметр изоляции, м

 - средний коэффициент теплопроводности изоляции, определяем по формуле:

, Вт/м оС(3.7)

Принимаем =0,0535 Вт/м оС; b=185 [6]

(3.8)

где (температура теплоносителя)

оС

где - температура окружающей среды

Термическое сопротивление теплоотдачи от поверхности изоляционной конструкции к наружному воздуху

(3.9)

где  - диаметр наружного слоя изоляции, м

 - коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изоляции к окружающему воздуху

, Вт/м2 с(3.10)

W - скорость ветра, м/с. Принимаем W=0,5 м/с.

Термическое сопротивление покровного слоя изоляции  при расчетах принимаем равное нулю, т.к. данная величина очень мала.

Расчет сведем в таблицу № 3.1

Таблица 3.1

Расчет потерь теплоты в паропроводе

, мм,

м оС/Вт,

м оС/Вт,

м оС/Вт,

м оС/ВтL, м, кВт
159	0,00142	0,00023	1,0196	0,451	35,07	4,0495
159	0,00142	0,00023	1,026	0,451	6,35	0,7086
159	0,00142	0,00023	1,0014	0,451	12,05	1,53397
219	0,001035	0,0003	0,7557	0,0356	13,17	3,03
273	0,00024	0,000825	0,641	0,0313	28,61	10,8
273	0,00024	0,000825	0,629	0,0313	47,1	14,3145
426	0,000512	0,000132	0,817	0,0221	35,07	6,391
426	0,000512	0,000132	0,7858	0,0221	28,61	6,54654
					=47,37407

Потери теплоты трубопроводом на изолированных участках считаем с поправкой на температуру окружающей среды +25 оС

Поправочный коэффициент А = 0,9095

Формула для расчета теплопотерь, Вт

, Вт(3.11)

гдек - непроизводительные потери тепла неизолированной поверхностью трубопровода на открытом воздухе (ккал/час м) при tокр. ср =+5 оС

L - длина неизолированного участка трубопровода

Расчет сведем в таблицу 3.2.

Таблица 3.2.

Потери теплоты трубопроводом на неизолированных участках

, ммТпара, оСк, ккал/час мL, м, кВт
57	436	316,2	30	10,00338

Суммарные фактические потери, кВт

, кВт(3.12)

Коэффициент превышения определяется по формуле

(3.13)

 

4. Расчет источников теплоснабжения

 

4.1 Расчет существующей тепловой схемы на реальный режим

Основной целью расчета тепловой схемы котельной является определение основного и вспомогательного оборудования с определением исходных данных для последующих расчетов. Принципиальная тепловая схема производственной котельной с отпуском небольшого количества теплоты на нужды отопления, вентиляции и горячего водоснабжения показаны на рисунке 4.1.

Расход воды на подогреватели сетевой воды

(4.1)

гдеQ - расчетная тепловая нагрузка потребителей системы теплоснабжения (отопления, вентиляции, горячего водоснабжения), МВт

t1, t2 - температуры воды соответственно перед сетевыми подогревателями и после них, оС

 т/ч

Расход пара на подогреватели сетевой воды

(4.2)

где - энтальпия редуцированного пара перед подогревателями сетевой воды, кДж/кг. Определяется по давлению p=0,6 МПа и температуре t=180 оС [2]

 - энтальпия конденсата после подогревателей сетевой воды, кДж/кг (при температуре tк=85оС [2])

 - КПД сетевого подогревателя (для различных подогревателей собственных нужд принимаем равным 0,98) [3]

 т/ч

Расход редуцированного пара внешними потребителями, т/ч

(4.3)

гдеDт - расход редуцированного пара внешними технологическими потребителями, т/ч

 т/ч

Расход внешнего пара внешними потребителями

(4.4)

где - энтальпия свежего пара, кДж/кг определяется при р=1,4 МПа и t=250 оС [2]

 - энтальпия питательной воды, кДж/кг (при t=104 оС)

 т/ч

Количество выпрыскиваемой воды

(4.5)

Расход пара на собственные нужды котельной, т/ч

(4.6)

гдекс.н. - расход пара на собственные нужды котельной в процентах расхода пара внешними потребителями ксн=5…10%, принимаем ксн=5% [3].

 т/ч

Расход пара на покрытие потерь в котельной

(4.7)

Где кп - расход пара на покрытие потерь в процентах расхода пара внешними потребителями кп=2…3%, принимаем ксн=3% [3].

 т/ч

Суммарный расход пара на собственные нужды

(4.8)

Dс.н. = 4,77+3=7,77 т/ч

Суммарная паропроизводительность котельной

D = Dв.н. + Dс.н. (4.9)

D = 95,42 + 7,77 = 103, 2 т/ч

Потери конденсата в оборудовании внешних потребителей и внутри котельной, т/ч

(4.10)

гдех - доля конденсата, возвращаемая внешними потребителями

кк - потери конденсата в цикле котельной установки в процентах суммарной производительности котельной кк = 3% [3].

 т/ч

Расход химически очищенной воды, т/ч

(4.11)

где кт.с. - потери воды в теплосети в процентах количества воды в системе теплоснабжения кт.с.=2…3%, принимаем кт.с.=2% [3].

 т/ч

Расход сырой воды, т/ч

Gс.в.= кхов × Gхов(4.12)

где кхов - коэффициент, учитывающий расход сырой воды на собственные нужды химически очищенной воды, рекомендуется принимать 1,25 [3].

Gс.в.= 1,25 × 43,4 = 54,25 т/ч

Количество воды, поступающей в расширитель с непрерывной продувкой, т/ч

Gпр = 0,01× Рпр× D(4.13)

гдеРпр - процент продувки, Рпр = 2…5 %, принимаем Рпр = 3 % [3].

Gпр = 0,01× 3× 103,2 = 3,1 т/ч

Количество пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки, т/ч

(4.14)

гдеhк.в - энтальпия котловой воды, кДж/кг (p=1,4 МПа)

 - энтальпия воды, получаемой в расширителе непрерывной продувки, кДж/кг

 = энтальпия пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки, кДж/кг (при t = 110 оС [2])

х - степень сухости пара, выходящего из расширителя непрерывной продувки, принимается равным 0,98 [3].

 т/ч

Количество воды на выходе из расширителя непрерывной продувки

Gрасш = Gпр - Dрасш(4.15)

Gрасш = 3,1 - 0,55 = 2,55 т/ч

Температура сырой воды после охладителя непрерывной продувки, оС

(4.16)

где = энтальпия воды после охладителя непрерывной продувки, кДж/кг (t = 50 оС [2]).

 оС

Расход пара на подогреватель сырой воды

(4.17)

где - энтальпия сырой воды после подогревателя, определяется при температуре, принимаемой от 20…30 оС, кДж/кг

Принимаем при t = 20 оС, = 84 кДж/кг [2]

 - энтальпия непрерывной продувки. Определяем по = 7,44оС; = 31,5 кДж/кг

- энтальпия конденсата редуцированного пара, кДж/кг

 т/ч

Температура химически очищенной воды после охладителя деаэрированной воды, оС

(4.18)

гдеtп.в. - температура деаэрированной воды, оС

tп.в. = 104 оС

- температура химически очищенной воды на входе в охладитель деаэрированной воды, оС

 оС

Расход пара на подогрев химически очищенной воды в подогревателе перед деаэратором, т/ч

(4.19)

где- энтальпия химически очищенной воды перед подогревателем, кДж/кг. Определяем при = 21,89 оС [2].

 т/ч

Суммарное количество пара и воды, поступающего в деаэратор, за вычетом греющего пара деаэратора, т/ч

Gд = Gхов+хDт+Dхов+Dс.в.+Dп.с.в.+Dрасш(4.20)

Gд = 43,4 + 0,6× 95 + 5 + 1,35 + 5,2 + 0,55 = 112,5 т/ч

Средняя температура воды в деаэраторе

(4.21)

 оС

Расход греющего пара на деаэратор, т/ч

(4.22)

 т/ч

Расход редуцированного пара на собственные нужды, т/ч

(4.23)

 т/ч

Расчет свежего пара на собственные нужды котельной, т/ч

(4.24)

 т/ч

Действительная паропроизводительность котельной с учетом расхода на собственные нужды и потери пара в котельной, т/ч

Dк = (Dв.н. + Dс.н.)× 0,01кn+ Dв.н. + Dс.н.(4.25)

Dк =(95,42 + 9,28)× 0,01× 3 + 95,42 + 9,28 = 107,8 т/ч

Невязка с предварительно принятой производительностью котельной

(4.26)

Расчет тепловой схемы необходимо уточнить, т.к. невязка с предварительно принятой производительность. котельной должна быть не более 3%.

Для этого определим:

Уточненный расход редуцированного пара с учетом действительного расхода на собственные нужды

(4.27)

 т/ч

Уточненный расход свежего пара с учетом действительного расхода на собственные нужды

(4.28)

 т/ч

Уточненная суммарная производительность котельной

(4.29)

 т/ч

В результате расчета установили, что котлы ТМ-50-14-250, установленные в котельной Петровского спиртового комбината, не дают необходимый пар для установления турбины Р-12-35, поэтому принято решение установить котлы Е-15-40ТМ

 

4.2 Расчет тепловой схемы турбоустановки

Баланс воды и пара

Принимаем для нашего случая по [4]:

Внутрисхемационные потери пара и конденсата в цикле 2% от расхода пара на турбину, то есть:

Dут = 0,02 × D(4.30)

Dут = 0,02 × 114,7 = 2,29 кг/с

Расход пара через концевые уплотнения

(4.31)

гдеmу - коэффициент расхода через концевые лабиринтовые уплотнения, mу = 0,7 [5]

fу - площадь концевого зазора лабиринтового уплотнения, м2

(4.32)

 - средний диаметр уплотнения, м

 - зазор лабиринтового уплотнения, м

fу = 3,14 × 0,300 × 0,3 ×10-3 = 0,00028 м2

 - соответственно, давление и удельный объем свежего пара с учетом дросселирования, Па×м3/кг

e - степень понижения давления уплотнителей

(4.33)

z - число гребешков, шт

Расход пара через концевые уплотнения определяем по формуле (4.31)

 кг/с

Расход пара из котла, т/ч

Dк = D + Dут + Dк.у.(4.34)

Dк = 114,7 + 2,29 + 0,348 = 117,34 т/ч

Расход питательной воды на котел, т/ч

Dп.в. = Dк + Dпрод(4.35)

При восполнении потерь в цикле и у потребителя обессоленной водой процент продувки котлов принимаем рн прод = 0,3% от производительности [4].

Dпрод = 0,003Dк(4.36)

Dпрод = 0,003 × 117,34 = 0,35 т/ч

Расход питательной воды на котел определяем по формуле (4.35)

Dп.в. = 117,34 + 0,35 = 117,69 т/ч

Количество добавочной воды, направляемой в цикл станции из станционной химводоочистки

Dдоб = Dут + (1-к) Dпр + Dвр(4.37)

гдек - коэффициент возврата конденсата.

По [4] принимаем к = 0,4

Dвр - количество воды, выходящей из расширителя непрерывной продувки, т/ч

Dвр = (1-b) Dпрод(4.38)

гдеb - доля пара, выделившегося из продувочной воды в расширителе непрерывной продувки

(4.39)

При давлении в деаэраторе 1,2 ата давление в расширителе можно принять: рр = рд/0,9 = 0,12/0,9 = 0,133 МПа, тогда сtвр = 451,96 кДж/кг [2].

При влажности пара, выделяющегося из расширителя, 3%

iпр = сtвр + х× r(4.40)

iпр = 451,96 + 0,97 × 2236,66 = 2621,52 кДж/кг

Доля пара, выделившегося из продувочной воды в расширителе непрерывной продувки

Определяем по формуле (4.39)

Количество воды, выходящей из расширителя непрерывной продувки, определяем по формуле (4.38)

Dвр = (1-0,524) 0,35 = 0,166 т/ч

Dпр = b Dпрод(4.41)

Dпр = 0,524× 0,35 = 0,183 т/ч

Количество добавочной воды, направляемой в цикле станции из станционной химводоочистки определяем по формуле (4.37)

Dдоб = 2,29 + (1-0,4)× 114,7 + 0,167 = 71,28 т/ч

Dпроизв = 47,52 т/ч

Dхов = 118,8 т/ч

Материальный баланс подогревателей высокого давления

ПВД-1

ПВД-2

 т/ч

 т/ч

Материальный баланс расширителя непрерывной продувки

(4.42)

где = 1080,2 кДж/кг - энтальпия котловой воды при давлении в барабане

рб = 3,92 МПа

 = 2683,8 кДж/кг - энтальпия вторичного насыщенного пара при рд = 1,2 ата [2]

 - энтальпия питательной воды при р = 1,2 ата

 т/ч

Определяем выпар деаэратора

т/ч

Материальный баланс деаэратора

 т/ч

Расход пара потребителю

(4.43)

гдеD = 114,7 т/ч - расход пара на турбину

 т/ч

Суммарный расход пара

(4.44)

кг/с

Целью теплового расчета схемы турбоустановки была проверка пригодности вспомогательного оборудования, входящего в состав теплоэлектроцентрали. Расхождение полученной паропроизводительности от действительной составляет менее 3%, из чего можно сделать вывод, что расчет принципиальной тепловой схемы котельной с учетом реконструкции произведен правильно.

Рис. 4.1. Тепловая схема ТЭЦ

5. Расчет паротурбинной установки

 

5.1 Характеристика и описание турбины

Турбина типа Р-12-35/5 предназначена для привода синхронного генератора типа Т-12-2 мощностью 12 000 кВт с частотой вращения 3000 об/мин, а также для снабжения тепловых потребителей паром из противодавления.

Турбина активного типа состоит из одновенечной регулирующей ступени и семи ступеней давления. Концевые уплотнения вала и промежуточные уплотнения - лабиринтовые, осевого типа.

Турбина рассчитана на работу свежим паром давлением 3,5 МПа и температурой 435оС, измеренными автоматическим стопорным клапаном.

Лопаточный аппарат турбины рассчитан и построен на работу при частоте сети 50 Гц, что соответствует числу оборотов ротора. Работа турбины при частоте ниже 49,5 и выше 50,5 Гц не допускается.

Турбина допускает повторный пуск в работу через любое время после ее останова, для чего она снабжается ручным валоповоротным устройством.

Роторы ее и генератора соединяются между собой зубчатой муфтой, вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны переднего подшипника.

Турбина имеет клапаны регулирования. Свежий пар подводится к двум автоматическим запорным клапанам, которые фланцами соединены с паровой коробкой регулирования клапанов. Паровая коробка установлена на цилиндре турбины и имеет шесть клапанов, через которые пар подводится к отдельным сегментам сопел. Сегмент сопел и диафрагмы - стальные, сварной конструкции.

Передний опорно-упорный подшипник турбины объединен с главным масляным центробежным насосом системы маслоснабжения, причем гребень упорного подшипника одновременно является рабочим колесом главного масляного насоса. Рабочее колесо насоса выполнено заодно с валом ротора турбины и имеет радиально-сварные каналы.

Фикспункт турбины расположен на пересечении осей шпонок заднего ее подшипника, так что турбина расширяется в сторону переднего подшипника.

Турбина опирается на фундаментальные плиты корпусом заднего подшипника и двумя гибкими опорами, расположенными под корпусом переднего подшипника.

5.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины

Начальные параметры пара: р0 = 35 ата = 34,3 бар; t0 = 435 °C

Давление пара за турбиной: рк = 5 ата = 4,9 бар

Теплоперепад Н0 = h0 - hк = 3305,91 - 2807,3 = 498,61 кДж/кг

 кг/с

Определяем давление перед соплами первой ступени

(5.1)

Давление за последней ступенью турбины с учетом потери давления в выхлопном патрубке

(5.2)

гдеа = 1,02…1,07, принимаем а = 1,02 [5]

По известным  и  определяем тепловой перепад проточной части

(5.3)

 кДж/кг

Выберем тепловой перепад регулирующей одновенечной ступени по [5]

= 80 кДж/кг

Для построения ориентировочного процесса турбины в h-s диаграмме необходимо оценить КПД регулирующей ступени

(5.4)

гдеG - расход пара, кг/с

р0, v0 - соответственно давление и начальный удельный объем пара, МПа, м3/кг

На рисунке 5.1. показан процесс регулирующей ступени в h-s диаграмме.

Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени

(5.5)

 кДж/кг

Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени

(5.6)

 кДж/кг

Оценка экономичности регулирующих ступеней турбины

(5.7)

где- располагаемый теплоперепад, приходящийся на нерегулируемые ступени

Определим располагаемый теплоперепад, приходящийся на нерегулируемые ступени

(5.8)

 кДж/кг

Определим состояние пара за турбиной

(5.9)

Рис. 5.1. Схема ориентировочного процесса расширения пара в турбине в h-s диаграмме

 кДж/кг

(5.10)

 кДж/кг

Использованный теплоперепад всей турбины

(5.11)

 кДж/кг

Внутренний относительный КПД турбины

(5.12)

5.3 Предварительный расчет регулирующей ступени

Теплоперепад, срабатываемый в соплах турбины

(5.13)

гдеr = 0,1 - реактивная ступень

 кДж/кг

Теоретическая скорость потока за соплами

(5.14)

 м/с

Действительная скорость потока

с1 = с1t × j(5.15)

гдеj - скоростной коэффициент, j=0,95…0,97. Принимаем j=0,96 [5].

с1 = 379,5 × 0,96 = 364,32 м/с

Округленную скорость ступени определяем из формулы среднего диаметра регулирующей ступени

dр.с. = U(v×n)(5.16)

U= dр.с.× v× n

гдеn=50 с-1 - частота вращения

dр.с. - средний диаметр регулирующей ступени, определяем по чертежу dр.с. =0,970 м

U= 0,970 × 3,14× 50 = 152, 29 м/с

Определяем произведение степени парциальности на высоту сопловой решетки

(5.17)

гдеG - расход пара, кг/с

 - теоретический объем (удельный) пара за соплами, м3/кК, определяем из построения в h-s диаграмме

- высота сопловой решетки, мм

Оптимальная степень парциальности

(5.18)

5.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени

Первая нерегулируемая ступень выполняется, как правило, с меньшим диаметром, чем регулирующая ступень. Этим стремятся сохранить достаток при переходе от парциальной ступени к ступени с полным подводом пара. Однако чрезмерное изменение диаметров также нежелательно, т.к. это вызовет увеличение числа ступеней турбины и повышение ее стоимости. Поскольку размеры первой нерегулируемой ступени влияют на экономичность, а также определяют число ступеней, выбор теплового перепада и размеров проточной части первой ступени проводится путем просчета ряда вариантов.

Расчет ведем в следующем порядке.

Задаемся рядом перепадов ступени

 кДж/кг

Задаемся степенью реакции ступени

rI = 0,1

Выбираем угол потока за сопловой решеткой

=10…15° [5], = 15°

Все выбираемые величины одинаковы для всех вариантов

Для каждого теплового перепада определяем условную скорость

(5.20)

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

Определяем окружную скорость на среднем диаметре

(5.21)

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

 м/с

Определяем средний диаметр ступени

(5.22)

 м

 м

 м

 м

 м

 м

Определяем произведение степени парциальности на высоту сопла

(5.23)

 мм

 мм

 мм

 мм

 мм

 мм

Определяем теплоперепад, срабатываемый в соплах первой ступени

(5.24)

 кДж/кг

 кДж/кг

 кДж/кг

 кДж/кг

 кДж/кг

 кДж/кг

Результаты расчета сведем в таблицу 5.1.

Таблица 5.1

Результаты расчета первой нерегулируемой ступени

Величина	Размерность	Вариант
		1	2	3	4	5	6
кДж/кг253545556575
с1	м/с	214,6	253,99	288	318,4	346,13	371,81
U	м/с	107,33	126,99	144	159,2	173	185,91
v,r	м3/кг	0,140	0,142	0,148	0,150	0,155	0,160
мм37272218,11615,32
кДж/кг27,7838,895061,1172,2283,33
dI	м	0,684	0,809	0,917	1,014	1,102	1,184

5.5 Определение размеров последней ступени

В практике турбостроения принято, что турбины с противодавлением с постоянным внутренним диаметром ступеней. Это позволяет упростить и удешевить изготовление ротора, кроме того, для удешевления производства проточную часть этих турбин обычно выполняют из ступеней с постоянными углами a1 и b2. Ступени при этом отличаются только высотами сопел и лопаток. Для проектирования проточной части с постоянным внутренним диаметром достаточно спроектировать последнюю ступень турбины. С таким расчетом, чтобы внутренний диаметр ее был равен внутреннему диаметру первой ступени, т.е. из условия . Для этого следует выбрать соответствующий тепловой перепад на последнюю ступень.

Эта задача обычно решается графическим способом. Задаются рядом значений dz (от dI до 1,3dI) и для каждого варианта находят внутренний диаметр.

Последовательность расчета приводится в таблице 5.2.

Таблица 5.2. Определение размеров последней ступени

Величина	Размерность	Способ определения	Варианты
			1	2	3	4
dz	м	Принимается	0,828	0,911	0,994	1,076

hoz           кДж/кг  

к0 = 0,95 xoz = 0,4439,5247,8556,9766,75
кДж/кг, rz = 0,143,953,1763,374,17

с1t            м/с         

кДж/кг302,15331,42360,69389,67

мм

е = 1 mс = 0,97 v2z = 0,7 м3кг92,776,864,6755,3

мм

98,282,368,6759,3
м0,7300,8290,9251,017

Чаще всего противодавленческие турбины выполняются с постоянным корневым диаметром

м

По данным таблицы строим график и определяем диаметр и тепловой перепад последней ступени: hoz = 57 кДж/кг; dz = 0,990 м

Рис. 5.3. К определению размеров последней ступени противодавленческой турбины

Рис. 5.4. Зависимость , dI от hoI

 

5.6.Определение числа ступеней турбины и распределение теплоперепада  на ступенях

Для определения числа, размеров ступеней и их тепловых перепадов производится графическое построение.

Берется в качестве базы отрезок прямой произвольной длины. На концах этого отрезка в определенном масштабе ординат откладывается диаметр первой и последней нерегулируемых ступеней. Соединяя концы этих отрезков, проводят линию предполагаемого изменения диаметров. На том же графике наносятся кривые изменения х0, r по проточной части.

Промежуточные точки hоу наносятся на график (рис. 5.4) после их вычисления по уравнению

(5.26)

где , м(5.27)

k0 = 0,92…0,96 [5]= x0I = xoz = const = 0,44 - длина выбранной базы, мм

bj - отрезок базы, выбранный произвольно, мм

Для второй ступени определяем по формуле (5.27)

 м

 кДж/кг

Для третьей ступени определяем

 м

 кДж/кг

Для четвертой ступени определяем

 м

 кДж/кг

Для пятой ступени определяем

 м

 кДж/кг

Среднее значение теплоперепада нерегулируемых ступеней

(5.28)

 кДж/кг

Число ступеней турбины

(5.29)

 шт » 7 шт

Расчеты показали, что число ступеней турбины такое же, как и на заводской конструкции.

5.7 Подробный расчет регулирующей ступени

Задачей расчета является определение геометрических размеров ступени, определение КПД и мощности, а также выбор профилей сопел и рабочих лопаток. Исходными данными являются величины, полученные в результате ориентировочного расчета регулирующей ступени.

. Расчет регулирующей ступени

Определяем тип сопла

Определяем число Маха

(5.30)

Из этого следует, что режим истечения докритический, применяем суживающиеся сопла.

Площадь выходного сечения сопел

(5.31)

гдеm1 - коэффициент расхода, принимается m1 = 0,945 [5].

 м2

2. Выбор профиля основных сопловых лопаток

Выбор производится по выходному углу a1э = 15° и числу Маха М1t = 0,648

Выбираем С-9015 - это дозвуковая решетка. Она имеет суживающийся канал, решетка реактивная, средний оптимальный угол входа 90°, средний эффективный угол входа 15°.

Относительный шаг определяем по графику [5]

Определяем шаг решетки

(5.32)

t1 = 51,46 × 0,75 = 38,6 мм

Определяем число сопловых лопаток

(5.33)

 шт

Уточненный шаг решетки

 мм

Выходная ширина сопловых каналов

а1 = t1 × sina1э(5.34)

а1 = 38,4 × sin15° = 9,94 мм

. Определение потерь в сопловой решетке

Суммарные потери складываются из профильных, концевых и волновых потерь [5]

где - принимаем равными 1 [5]

=1,08 [5]

Тепловая потеря в сопловой решетке

(5.35)

кДж/кг

Определяем скоростной коэффициент

(5.36)

Определяем действительную скорость истечения из сопел

с1 = j с1 t(5.37)

с1 =0,966 × 379,5 = 366,6 м/с

Определяем угол направления относительно скорости W1

(5.38)

b1 = 24,7°

Определяем относительную скорость пара на входе в рабочую решетку

(5.39)

 м/с

Определяем теоретическую скорость выхода из рабочей решетки

(5.40)

 м/с

Определяем потери в лопатках первого венца

(5.41)

Определяем действительную скорость истечения

W2 = yI × W2 × t(5.42)

W2 = 0,966 × 246,8 = 238,4 м/с

Потери энергии в рабочих лопатках первого венца

(5.43)

 кДж/кг

Выходной угол потока за решеткой

b2э = b1 - (2…4°)(5.44)

b2э = 27 - 3 = 21,7°

Определяем tg a2

(5.45)

a2 = 51,87°

Абсолютная скорость на выходе из рабочих лопаток

(5.46)

 м/с

Определяем потерю с выходной скоростью

(5.47)

 кДж/кг

Исходные данные для выбора рабочей решетки

b2э = 21,7°

(5.48)

Следовательно, истечение докритическое.

Выбираем рабочую решетку Р-3021 А [5].

bу = 79° [7] [7]

В = 25 мм [7]b = 25,6 мм [7]

Шаг решетки определяем

(5.49)

мм

Число рабочих лопаток

(5.50)

 шт

Уточняем шаг решетки

(5.51)

 мм

Относительный лопаточный КПД

(5.52)

Выходная высота рабочей лопатки = 46 мм (по чертежу).

. Определение внутреннего относительного КПД

Определим потери на трению и вентиляцию

(5.53)

гдеl = 1 - коэффициент, зависящий от состояния пара, для перегретого пара l = 1,0

d = 0,970 м - диаметр ступени

= 4,6 - выходная высота рабочей решетки

е = 0,82 - степень парциальности ступени

= 0,5 - относительная длина дуги, занятая кожухом

U = 152,29 - окружная скорость= 0,12 м3/кг - удельный объем пара в камере регулирующей ступени, принимается по состоянию пара за ступенью

 кВт

Тепловая потеря на трение и вентиляцию

(5.54)

 кДж/кг

Относительная потеря на трение и вентиляцию

(5.55)

Потеря на выколачивание застойного пара из лопаточных каналов

(5.56)

гдеВ2 = 25 см - ширина рабочих лопаток

 = 4,6 см - высота рабочих лопаток

 = 0,44 - из ориентировочного расчета

F1 = 0,01 м2 - площадь сопел

 = 0,84 - относительный лопаточный КПД

Потеря тепла на выколачивание

(5.57)

 кДж/кг

Внутренний относительный КПД ступени

(5.58)

Использованный теплоперепад ступени

(5.59)

 кДж/кг

Внутренняя мощность

(5.60)

 кВт

Остальные нерегулируемые ступени турбины рассчитаны на ЭВМ по программе, разработанной на кафедре АЭС. Расчет ведется в поверочном режиме с целью определения технико-экономических характеристик. Результаты расчета приведены в таблицах 5.1; 5.2; 5.3; 5.4; 5.5; 5.6.

5.8 Подробный расчет нерегулируемых ступеней турбины на ЭВМ

Таблица 5.1

Итоги расчета проточной части потока

№ ступени	Мощность, МВт	Относительный внутренний КПД	Расход, кг/с	Теплоперепад, кДж/кг	h0, кДж/кг	p2, бар
	1,195	0,8314	31,9	44,00	3200,70	17,104
2	1,227	0,8159	31,9	45,10	3164,03	14,585
3	1,280	0,8153	31,9	47,10	3127,29	12,290
4	0,347	0,8085	31,9	50,00	3088,91	10,179
5	0,420	0,8224	31,9	52,10	3048,50	8,258
6	1,443	0,8147	31,9	53,00	3005,61	6,577
7	1,810	0,8110	31,9	66,26	2962,48	4,865

Мощность потока 9,722 МВт

Внутренний относительный КПД потока 0,806

Таблица 5.2

Энергетические параметры

№ ст-пени	G, кг/с	КПДoi	Н0, кДж/кг	Nступени, МВт	DНвх	DНвс	Н0, кДж/кг	m1	m2
1	31,9	0,8314	44,0000	1,1946	0,0000	0,9085	44,0000	0,9823	0,9285
2	31,9	0,8159	45,1000	0,2267	0,9085	0,8490	45,9531	0,9819	0,8959
3	31,9	0,8153	47,1000	0,2796	0,8490	0,7882	47,9010	0,9822	0,8883
4	31,9	0,8085	50,0000	0,3475	0,7882	0,7211	50,7723	0,9820	0,8773
5	31,9	0,8224	52,1000	0,4203	0,7211	0,9626	52,8202	0,9815	0,8758
6	31,9	0,8147	53,0000	0,4433	0,9626	0,7642	53,9575	0,9809	0,8531
7	31,9	0,8110	62,2608	1,8099	0,7642	1,5701	67,0189	0,9805	0,8899

Таблица 5.3

Основные параметры процесса расширения

№ ступени	О1t12t22k
1	19,8500	19,8500	17,3376	17,8458	17,3376	17,1036	17,1036	17,1036	17,1934
2	17,1934	17,1036	14,8106	15,2493	14,8106	14,5853	14,5853	14,5853	14,6580
3	14,6580	14,5853	12,4900	12,8953	12,4900	12,2899	12,2899	12,2899	12,3439
4	12,3439	12,2899	10,3712	10,7259	10,3712	10,1791	10,1791	10,1791	10,2069
5	10,2069	10,1791	8,4491	8,7456	8,4491	8,2576	8,2576	8,2576	8,2826
6	8,2826	8,2576	6,7591	6,9970	6,7591	6,5771	6,5771	6,5771	6,5666
7	6,5666	6,5771	5,0529	5,3529	5,0529	4,8646	4,8646	4,8646	4,8296

Таблица 5.4.

Основные параметры скоростей

№ ступени	с1, м/с	с2, м/с	a1, градус	a2, градус	b1, градус	b2, градус	W1, м/с	W2, м/с	U, м/с	М1t	М2t
1	298,4	63,5	12,4	68,4	24,5	19,5	157,5	181,1	147,7	0,610	0,257
2	300,6	62,5	11,5	68,7	22,7	18,6	157,5	149,2	0,550	0,258
3	306,0	65,4	11,7	66,3	22,5	18,7	162,3	185,9	149,7	0,560	0,270
4	312,0	69,7	11,9	65,3	22,6	19,5	167,4	190,9	150,8	0,580	0,280
5	322,4	76,8	12,6	63,2	23,1	20,0	176,7	199,2	152,4	0,600	0,302
6	327,3	84,9	13,5	64,5	23,5	22,0	182,3	204,3	152,8	0,620	0,310
7	361,5	92,1	14,3	70,1	24,8	25,1	216,0	203,9	153,9	0,700	0,385

Таблица 5.5.

Потери абсолютные и относительные

№ ступени	DН1	DН2	DНтр	DНпарц	DНут	DНвен	DНвп	DНсеп	КПДоп	КНДoi
1	4,2187	1,6919	0,0795	0,00	1,2827	0,00	0,00	0,00	0,8630	0,8314
2	5,6949	1,2910	0,0776	0,00	1,2503	0,00	0,00	0,00	0,8453	0,8159
3	6,0703	1,3641	0,0735	0,00	1,1946	0,00	0,00	0,00	0,8423	0,8153
4	6,8185	0,5094	0,0721	0,00	1,1872	0,00	0,00	0,00	0,8336	0,8085
5	6,4725	1,5851	0,0667	0,00	1,0875	0,00	0,00	0,00	0,8446	0,8224
6	7,0494	1,7152	0,0598	0,00	1,0329	0,00	0,00	0,00	0,8352	0,8147
7	7,3496	2,5003	0,0700	0,00	1,1774	0,00	0,00	0,00	0,8296	0,8110

Таблица 5.6.

Основные конструктивные параметры

№ ступени	Тип	aуст, градус	b1, мм	z1, шт	L1, мм	О1, мм	Тип	bуст, градус	b2, мм	z2, шт	L2, мм	О2, мм
1	С5515А	30,7	59,6	30	26,0	10,7	Р3021А	82,9	35,0	120	35,7	7,74
2	С9012А	39,1	109,8	28	20,0	21,2	Р3021А	75,2	15,5	274	36,8	3,14
3	С9012А	31,3	116,4	28	25,0	21,6	Р3021А	74,9	15,6	276	39,9	3,07
4	С9012А	31,2	118,1	28	30,0	22,2	Р3021А	75,8	15,5	284	45,8	2,98
5	С9012А	31,4	94,4	36	35,0	18,2	Р3021А	76,9	15,4	294	50,5	3,15
6	С5515А	39,1	92,9	38	40,0	18,9	Р3021А	80,0	15,2	314	51,5	2,97
7	С5515А	40,8	91,4	40	45,0	19,3	Р6038А	59,7	32,6	158	56,7	5,49

Турбина в целом

Внутренняя мощность турбины

(5.61)

 МВт

Электрическая мощность турбины

(5.62)

 МВт

(5.63)

 МВт

Наибольшая экономичность турбины Р-12-35 будет иметь место при =11,23 МВт.

При необходимости перегрузки (особенно в зимний период) придется идти на некоторые снижения hoi

6. Описание системы регулирования турбины

 

6.1 Краткая характеристика существующей системы регулирования

Регулирование турбины предназначено для автоматического поддержания противодавления турбины при работе на индивидуальную тепловую сеть.

Система автоматического регулирования скорости вращения ротора и давления пара за турбиной - гидродинамическая однонасосная с двукратным усилением (первая ступень усиления - проточная, вторая - отсечная).

В качестве датчика по скорости вращения ротора используется главный масляный насос центробежного типа с радиальными каналами, колесо которого выполнено заодно с валом турбины. Для обеспечения подпора в линии всасывания главного масляного насосав масляном баке установлен масляный инжектор, приемная камера которого всегда находится под уровнем масла.

В сопло инжектора масло подается из линии нагнетания главного масляного насоса. Давление в линии нагнетания главного масляного насоса составляет 10 кгс/см2 (изб), а в линии всасывания - 1 кгс/см2 (изб).

Конструкция главного масляного насоса такова, что его напор, зависящий от квадратного числа оборотов, почти не зависит от расхода, т.е. характеристика насоса весьма полная.

Такое протекание характеристики насоса обеспечивает устойчивость, а также высокие динамические показатели, качество процесса регулирования.

Зависимость напора главного масляного насоса от числа оборотов используется в качестве импульса. При этом изменения напора насоса воспринимаются золотником трансформатора давления, к нижнему поршеньку которого подведено масло из линии нагнетания, а к верхнему - из линии всасывания.

Разность давления до и под золотником на площадь поршенька золотника уравновешиваются пружиной. Таким образом, положение золотника трансформатора давление относительно втулки, в которой он размещен, зависят от числа оборотов турбины.

Регулятор давления - сильфонного типа. Сила давления пара, подведенного от выхлопной части турбины на активную площадь силы, она уравновешивается пружиной. Таким образом положение золотника регулятора давления относительно втулки, в которой он размещен, зависит от давления пара на выхлопе турбины.

Золотник трансформатора давления заменяет давление в проточной импульсной линии так, что при увеличении числа оборотов турбины, давление в ней возрастает, и, наоборот, при уменьшении числа оборотов - уменьшается. Золотник регулятора давления, соответственно, изменяет давление а проточной импульсной линии таким образом, что с увеличением противодавления давление в ней повышается, а с уменьшением - снижается.

К проточной импульсной линии подключен отсечной золотник, управляющий впуском масла из линии нагнетателя главного масляного насоса в рабочую полость сервомотора и выпуском масла в линию всасывания насоса из его нерабочей полости. Сверху отсечной золотник находится под действием давления в линии всасывания и усилия пружины. Рабочие окна втулки отсечного золотника, через которые осуществляется питание полостей сервомотора, полностью закрываются только при одном, так называемом «среднем» положении отсечного золотника. Благодаря этому, установившееся состояние системы достигается только при строго определенном давлении в проточной импульсной линии, определяемом положением пружины отсечного золотника. Это давление составляет 4 кгс/см2 (изб).

В результате изменения числа оборотов ротора турбины, или же, в результате изменения противодавления, давление в проточной импульсной линии отклоняется от указанной выше величины и отсечной золотник смещается от своего среднего положения, что приводит к перемещению поршня сервомотора. При этом изменяется проходная площадь щели обратной связи. Вызываемое этим изменение давления в проточной импульсной линии противоположно Ому, которое вызвало смещение отсечного золотника из среднего положения. В результате по мере перемещения поршня сервомотора давление в проточной линии возвращается к вышеуказанному номинальному значению, а отсечной золотник к своему среднему положению. Новое установившееся состояние будет достигнуто, когда мощность турбины придет в соответствие с электрической нагрузкой при работе ее под управлением регулятора скорости, или, когда расход пара через турбину придет в соответствие с тепловой нагрузкой при работе ее под управлением регулятора давления.

Изменение числа оборотов турбины на холостом ходу и под нагрузкой при работе на индивидуальную электрическую сеть, а также изменение электрической мощности турбины при параллельной работе с другими источниками электроэнергии, осуществляется при помощи синхронизатора, который представляет собой устройство, при помощи которого изменяется начальное натяжение пружины трансформатора давления. Синхронизатор работает как непосредственно от руки, так и дистанционно - от электромоторчика, управляемого с пульта управления пружины. Изменение числа оборотов ротора турбины на холостом ходу может быть осуществлено в пределах ± 5% от номинального.

Изменение давления пара, поддерживаемого регулятором давления турбины, при работе на индивидуальную тепловую сеть, а также изменение расхода пара через турбину при работе на параллельную тепловую сеть осуществляется при помощи маховичка регулятора давления путем изменения начального натяжения пружины от руки, или дистанционно - от электромоторчика, управляемого с пульта управления турбины.

Схема регулирования предусматривает также автоматическое закрытие регулирующих клапанов при срабатывании механизмов защиты. Закрытие клапанов парораспределения осуществляется при помощи реле, которые при снижении уровня масла в системе защиты, вызываемом срабатыванием какого-либо механизма, подводят масло высокого давления из линии нагнетания главного масляного насоса - регулятора непосредственно под отсечной золотник, управляющий сервомотором. В результате этого отсечной золотник смещается со своего среднего положения и, перемещаясь вверх, открывает верхние окна втулки, через которые производится впуск масла высокого давления из линии нагнетания главного масляного насоса в нижнюю полость сервомотора, а также одновременно с этим открывает нижние окна втулки, через которые производится слив масла из верхней полости сервомотора в линию всасывания главного масляного насоса. В результате поршень сервомотора перемещается вверх и производит закрытие регулирующих клапанов парораспределения. Регулирующие клапаны вновь открываются только при взведении системы защиты. Все механизмы регулирования размещены в одном сварном корпусе блоке регулирования, установленном на крышке переднего подшипника. Внутри корпус блока разделен вертикальными перегородками и втулками на полости, основаниями которых являются: полости линии нагнетания и линии всасывания главного масляного насоса, полость проточной импульсной линии и дренажная полость, сообщающаяся с масляным баком.

Таким образом регулятор давления является главным, он удовлетворяет теплового потребителя, и регулятор скорости настроен так, что не мешает регулятору давления принять любую нагрузку от нуля до полной.

Регулятор скорости работает в двух режимах: при синхронизации турбины с сетью при пуске и сбросе электрической нагрузки.

В случае сброса электрической нагрузки регуляторы вступают между собой в противоречие, то есть регулятор скорости стремится закрыть регулирующие клапаны, а регулятор давления открыть их.

Для того, чтобы турбина не вышла на опасный оборот в результате разгона, регулятор давления ставится на упор. После чего регулированная скорость выводит турбину на холостой ход.

6.2 Устройство сервомотора для привода органов парораспределения

Для привода органов парораспределения используют сервомоторы с двусторонним подводом рабочей жидкости к поршню и, как правило, с встроенной гидравлической обратной связью.

Работоспособность сервомотора выбирается из расчета преодоления паровых усилий, действующих на регулирующие органы турбины; сил трения в приводе.

Поршень сервомотора перемещается непосредственно в расточнике корпуса блока регулирования и имеет с каждой стороны цилиндрические полые отростки. Верхний отросток выходит наружу блока регулирования через крышку, в которой для предотвращения протечек масла, выполнена проточка, соединенная линией слива масла в бак. Внутри этого отростка размещается сферический подпятник из двух половин и шаровая пята тяги. Подпятник закреплен в поршне резьбовой втулкой. Второй конец тяги имеет аналогичное шаровое сочленение с рычажной передачей парораспределения. Такое соединение сервомотора с рычажной передачей допускает достаточно большие расценторовки оси сервомотора и рычагом парораспределения, возникающие из-за неточной сборки и различных тепловых расширений частей турбины, а также при отклонениях точки закрепления тяги с рычагом при повороте последнего вокруг своей оси.

На нижнем цилиндрическом отростке поршня установлены плавающие уплотнительные кольца, которые нижнюю рабочую полость сервомотора, от полости сообщающейся с линией всасывания насоса-регулятора.

Внутри этого отростка поршня сервомотора располагается трубка гидравлической обратной связи, к которой снизу подведено масло из проточной импульсной линии. Вдоль образующейся трубки выполнена узкая щель, через которую масло из проточной импульсной линии сливается в линию всасывания насоса-регулятора.

Площадь слива масла через щель обратной связи ограничена сверху плавающим кольцом, закрепленном на нижнем отростке поршня гайкой. Таким образом, площадь слива масла из проточной импульсной линии через обратную связь зависит от положения поршня сервомотора.

Испытания показали, что ширину щели трубки обратной связи не следует принимать менее 1,35 мм, т.к. при меньших размерах возникает опасность заноса ее шламом, выпадающим из масла и другими загрязнениями. Даже при указанной минимально допустимой ширине щели расход масла из проточной импульсной линии через обратную связь может быть сравнительно большим (в зависимости от хода поршня сервомотора). Это требовало бы применения насоса регулятора с большей подачей, что особенно ощущалось бы в системах регулирования с двумя-тремя сервомоторами.

С целью сокращения расхода масла через обратную связь сервомотора была разработана конструкция трубки обратной связи. Трубка состоит из двух втулок, запрессованных одна в другую. На наружной втулке выполнено окно, имеющее в развертке вид прямоугольного треугольника. Это окно в зоне перемещения плавающего кольца, установленного в поршне сервомотора, перекрыто внутренней втулкой. Следовательно масло из трубки может сливаться только через щель между внутренней втулкой и плавающим кольцом, ограниченную с боков треугольным окном на внешней втулке.

При этом каждому положению поршня сервомотора соответствует определенная ширина щели. В результате изменения сливной площади щели трубке обратной связи будут непосредственно зависеть от хода поршня сервомотора, а расход масла через трубки обратной связи будет определяться углом на развертке окна.

В настоящее время на всех сервомоторах устанавливают указатель хода поршня, состоящий из шкалы, установленной на крышке и специальной гайки с указательной кромкой, закрепленной на поршне.

 

7. Определение экономической эффективности реконструкции котельной петровского спиртового комбината

Себестоимость является важнейшим экономическим показателем работы энергопредприятий и представляет собой совокупность затрат в денежной форме на производство энергии.

Задачей планирования себестоимости является определение суммы затрат и затрат на единицу отпускаемой энергии.

В настоящее время тариф на тепловую и электрическую энергии на Петровском спиртовом комбинате составляет соответственно 368 руб/Гкал и 0,548 руб/кВт×ч.

 

7.1 Расчет себестоимости тепловой и электрической энергии после реконструкции

Затраты на производство энергии включают:

стоимость топлива Uт;

стоимость воды Uв;

фонд оплаты труда Uзп;

амортизационные отчисления Uа;

ремонтный фонд Uр;

цеховые расходы Uцех;

общестанционные расходы Uос;

Определяем все необходимые затраты на производство энергии.

Определяем затраты на топливо, тыс. руб/год

(7.1)

гдеВтэц - общий расход топлива на ТЭЦ, т/год

a - коэффициент, учитывающий потери топлива при хранении и транспортировке на ТЭЦ

a = 1…2 %, принимаем a = 2 % [9]

Цт - цена топлива, руб/т

По данным планово-технического отдела предприятия

Втэц = 22821000 т/год, Цт = 1856 руб/т

 тыс. руб/год

Вода на технологические цели, тыс. руб/год

(7.2)

гдеDкот - суммарная производительность котельной ТЭЦ, т/ч

а1, а2, а3 - стоимостные коэффициенты

а1 = 200…250 р/1000 т.н.т;

а2 = 600…700 р/т;

а1 = 20…30 тыс. р/кВт

Принимаем согласно [9]

а1 = 250 р/1000 т.н.т

а2 = 600 р/т;

а1 = 20 000 р/кВт

 тыс. руб/год

Фонд оплаты труда производственного персонала, тыс. руб/год

Uзп = Руст × кэ × ЗПср × aв × aсоц × 10-3(7.3)

гдекэ - штатный коэффициент эксплуатационного персонала, чел/МВт. Определяем согласно [9].

кэ = 2 чел/МВт

ЗПср - среднегодовая заработная плата, р/чел;

aв - доля вахтенного персонала ТЭЦ. Для ТЭЦ aв = 0,65…0,70, принимаем aв = 0,65 [9]

aсоц - коэффициент, учитывающий отчисления на социальные нужды

a = 1,36 (по данным 2004 г.) [9]

Руст - установленная мощность станции, МВт

Uзп = 12 × 2 × ЗПср × 42000 × 0,65 × 1,36 × 10-3 = 891 тыс. р/год

Амортизационные отчисления, тыс. руб/год

(7.4)

гдекоб - капитальные затраты в оборудовании ТЭЦ

аоб - средняя норма амортизации для оборудования, %

 тыс. р/год

Определим ремонтный фонд, тыс. р/год

Uр = (1…1,5) Uа(7.5)

Определяем цеховые расходы, тыс. р/год

Uцех = b (Uзп + UА + UР)(7.6)

гдеb - доля цеховых расходов, b=0,1 [9].

Uцех = 0,1× (891,1 + 825930 + 991,116)= 181793 тыс. р/год

Определяем общестанционные расходы, т.р/год. Учитываются расходы по управлению ТЭЦ:

содержание аппарата управления;

общепроизводственные затраты (содержание, ремонт и амортизация зданий общественного назначения)

Uос = ЗПср × RАУП + g (UА + UР + Uцех)(7.7)

гдеЗПср - среднегодовая заработная плата административно-управленческого персонала;

RАУП - численность АУП по данным планово-технического отдела;

RАУП = 10

g - коэффициент, определяется приближенно для Руст = 12 МВт; g = 0,01 [9].

Uос = 42000 × 10 + 0,01 × (825930 + 991,116 + 181793)= 439988 тыс. р/год

Суммарные издержки производства, тыс. р/год

US = Uт + Uв + Uзп + Uа + UР + Uцех + Uос(7.8)

US = 43202891 + 245804,25 + 891,1 + 825930 + 991116 + 181793 + 439988 = 45888,413 тыс. р/год

Калькуляция себестоимости энергии

Предварительно необходимо распределить затраты между тепловой и электрической энергией, для чего используем так называемый «физический метод».

При работе издержек производства выделяют 2 группы цехов и обществнционные расходы:

. Топливно-транспортный цех (ТТЦ), котельный цех (КЦ), химический цех (ХЦ) и цех топливной автоматики и контроля (ТАиК);

. Турбинный цех (ТЦ) т электроцех (ЭЦ);

. Общестанционные расходы).

Распределение затрат по группам цехов производится по пропорциям, указанным в таблице 1 [9].

Таблица 7.1.Распределение затрат по группам цехов

Группы цехов	Статьи затрат
	Uт	Uв	Uзп	Uа	Uр	Uцех	Uос
1	43202891	172062,97	534,66	454261,5	545113,8	118165,45	-
2	-	73741,27	276,33	33,0372	396446,4	54537,9	-
3	-	-	-	-	-	-	439988
Всего	43202891	245804,24	801,99	784633,5	941560,2	172703,35	439988

После распределения затрат по группам цехов производится распределение затрат между тепловой и электрическими энергиями.

При этом затраты первой группы цехов распределяются пропорционально расходу топлива на отпуск тепловой и электрической энергии:

; , и так далее.

Затраты второй группы полностью относятся на производство электроэнергии.

Общестанционные затраты распределяются между двумя видами энергии пропорционально тому, как распределились затраты первой и второй групп цехов.

Распределение затрат следует вести по форме таблицы 2 [9], после чего составляется калькуляция себестоимости по форме таблицы 3 [9]. После чего производим расчет себестоимости тепловой и электрической энергии.

Таблица 7.2.

Распределение затрат между тепловой и электрической энергиями

Статьи калькуляции	Группа цехов 1	На электроэнергию			На теплоэнергию
		По распределению 1	2 группа цехов	Всего	По распределению 1 группы цехов	Всего
Топливо на технологически цели	43202891	10800722,75	-	10800722,75	32402168,2	32402168,2
Вода на технологические цели	172062,97	43015,74	73741,27	116757	129047,23	129047,23
Заработная плата	534,66	133,66	267,33	400,99	400,995	400,995
Амортизационные отчисления	454261,5	113565,37	330372	443937,37	340696,12	340696,12
Затраты на ремонт	545113,8	136278,45	396446,4	532724,85	408835,35	408835,35
Цеховые расходы	118165,45	29541,36	54537,9	84079,26	88624,08	88624,08
Общестанционные расходы	439908	-	-	109997	329991	329991
Итого затрат				12088619,22		33699762,98

Таблица 7.3.

Калькуляция себестоимости энергии

Статьи калькуляции	На электроэнергию			На теплоэнергию
	Всего затрат, руб/год	Затраты на 1 кВт×ч, руб	Удельный вес затрат, %	Всего затрат, руб/год	Затраты на 1 Гкал×ч, руб	Удельный вес затрат, %
Топливо на технологически цели	10800722,75	0,1335	89,1	32402168,2	310,3	96,14
Вода на технологические цели	116757	0,00144	0,961	129047,23	1,236	0,383
Заработная плата	400,99	0,000005	0,033	400,995	0,00384	0,012
Амортизационные отчисления	443937,37	0,0055	3,669	340696,12	3,265	1,012
Затраты на ремонт	532724,85	0,00658	4,390	408835,35	3,92	1,213
Цеховые расходы	84079,26	0,00104	0,693	88624,08	0,85	0,263
Общестанционные затраты	109997	0,00136	0,907	329991	3,163	0,979
Итого затрат	12088619,22	0,15	100	33699762,98	323	100

Определяем себестоимость электроэнергии

(7.9)

где - годовые затраты, отнесенные на себестоимость электроэнергии

 - отпуск электроэнергии, кВт×ч

 руб/кВт×ч

Определим себестоимость тепловой энергии

(7.10)

 руб/Гкал

7.2 Срок окупаемости капитальных вложений

Экономическую эффективность реконструкции определяют на основе анализа системы специальных критериев, важнейшими из которых являются:

. Чистый дисконтированный доход NPV;

. Расчетный срок окупаемости капитальных вложений Ток

Определим чистый дисконтированный доход NPV

(7.11)

гдеТсл - срок службы основного оборудования, год

П - величина денежных поступлений (чистого дохода) за каждый год службы, р/год

R - ставка дисконта, в долях; R=0,22 [9]

k - капитальные затраты на реконструкцию

k = 45 500 000 руб + 6 000 000 = 51 500 000 руб

000 000 = цена котлов Е-75-40, 2 котла

Величина денежных поступлений

П = Э(1-Н) + Uа(7.12)

гдеЭ - годовой экономический эффект, р/год

Н - величина налоговых платежей, в долях; Н = 0,24 [9]

Uа - амортизационные отчисления, р/год

Определим годовой экономический эффект

Определяем величину денежных поступлений по формуле (7.12)

П = 15300845,4 × (1-0,24) + 825930000 = 835875549,5 руб/год

NPV > 0, то проект реконструкции следует считать прибыльным.

Определяем расчетный срок окупаемости капитальных вложений, год

(7.13)

гдеk - капитальные вложения, руб

 года

Реконструкция считается экономически эффективной, если Ток < Тmax

гдеТmax - максимальный, предельный срок возврата вложений в реконструкцию денежных средств, обычно Тmax = 2…3,5 года.

Установление новых котлов Е-75-40, а также установление турбины Р-12-35, как показывают экономические расчеты, экономически наиболее выгодна, т.к. наблюдается снижение себестоимости тепловой и электрической энергии.

До реконструкции:Стэ = 368 руб/Гкал

Сээ = 0,458 × 1,2 = 0,549 руб/кВт×ч

После реконструкции:Стэ = 323 руб/Гкал

Сээ = 0,15 руб/кВт×ч

И как следствие возрастает годовой объем прибыли. Данная реконструкция окупается за 3,36 года.

8. Поиск альтернативных источников реконструкции

.1 Паровая турбомуфта

Теплотехники знают о том, что чем больше высота сопел рабочих лопаток в ступенях турбины, через которые проходит пар, тем выше экономичность турбин и ее коэффициент полезного действия (КПД).

Дочерняя фирма Уральского турбомоторного завода разработала комплексную турбоустановку, которая состоит из колеса с рабочими лопатками и сопел, расположенных по обеим сторонам рабочего колеса.

Таким образом, пар движется вдоль колеса турбоустановки подобно ползущей змее, создавая полезную мощность с достаточно высоким КПД. При такой технологии удается создать при небольших расходах пара достаточно высокие сопла и рабочие лопатки от 40 до 110 мм и добиться большой экономичности (КПД порядка 0,75 - 0,8). Новинка маркируется как ПТМ - паровая турбомуфта.

ПТМ могут использоваться для привода насосов, дымососов, вентиляторов и электрогенераторов.

Электрогенераторы производит АО "Привод". Мощность электрогенераторов и ПТМ составляет от 10 до 6000 кВт. Смазка электрогенераторов консистентная, а сама турбомуфта не требует создания системы смазывания, так как использует подшипники электродвигателя или генератора и приводимого во вращение генератора (насос, дымосос, вентилятор).

ПТМ могут работать на паре с начальными параметрами:

-        давление 10 - 40 кгс/см2

-        температура 175 - 440 С

Пар, после турбоустановки направляется на производство или сетевые подогреватели, и в году ПТМ работают тогда, когда есть потребность в паре.

Действующие в Гродно (Белоруссия) подобные установки подтвердили перспективность этой технологии. Мощность каждой установки 250 кВт и используются они для привода электрогенераторов.

В настоящее время на Урале создают ПТМ мощностью 250 кВт для привода сетевых насосов котельных.

Приведем пример использования ПТМ в котельных. Пусть имеем котлы с параметрами свежего пара:

-        давление 14 кгс/см2

-        температура 195 С (сухой насыщенный)

         производительность 23 т/ч

После ПТМ пар, с давлением 4 кгс/см2 поступает потребителю. В этом случае мощность установки составит 1000кВт (1МВт).

Срок окупаемости установки в данном конкретном случае составит менее 2-х лет. Поскольку для установки требуется рабочее пространство шириной до 1,8м и длиной до 2,9м, высота до разъема фланцев паропроводов не превышает 2-х метров, то во многих котельных установка ПТМ не потребует дополнительного помещения. Таким образом действующие котельные можно превратить в мини - ТЭЦ с достаточно дешевой электроэнергией.

В Ивановской области много городов, где нет своих источников электроэнергии, но есть котельные градообразующих предприятий.

Оснащенные установками ПТМ они резко сократят энергетическую составляющую в производимой продукции, позволят снизить ее себестоимость и тем самым повысить ее конкурентоспособность.

Чтобы были понятны дальнейшие рассуждения, сделаем небольшое отступление.

В энергетике принято оценивать эффективность работы предприятия по удельному расходу условного топлива на единицу продукции. Условное топливо - это топливо, обладающее теплотворной способностью равной 7000 ккал/кг. Кубометр газа Ставропольского месторождения имеет теплотворную способность 8490 ккал/нм3, а уголь Кузнецкого месторождения - 6740 ккал/кг. Поэтому, для получения сопоставимых результатов и введено понятие условного топлива. По некоторым данным удельный расход условного топлива на выработку одного киловатт - часа электроэнергии оставляет на:

Ив ТЭЦ - 2 - 420г

Ив ТЭЦ - 3 - 340г

Костромской ГРЭС - 320г

Но ПТМ более чем вдвое эффективнее. По оценкам белорусских специалистов, установка в республике не менее 3000 турбомуфт суммарной мощностью около 140МВт даст экономию около 200 тыс. тонн условного топлива.

Машины данного класса поставляют АО "Калужский турбинный завод", "Первый Броненский машиностроитель" (г. Брно, Чехия), а также фирмы Германии. Установки Калужского завода имеют несколько модификаций - мощностью 500, 600, 750 кВт.

Разрабатываются установки мощностью от 1,5 до 3,5МВт. Но у них высока стоимость установленного киловатта и велик срок окупаемости. Чешские и немецкие установки еще дороже. К тому же все перечисленные машины сложны в эксплуатации, пожароопасные, имеют повышенный расход электроэнергии на собственные нужды и требуют отдельного турбинного цеха, что усложняет возможности их применения.

Предложенная технология может успешно применятся на Ивановских ТЭЦ. В условиях надвигающегося энергетического кризиса единственный путь выживания энергетических предприятий - снижение себестоимости продукции, использование внутренних резервов и активное внедрение научных разработок. С этой точки зрения Ивановские ТЭЦ должны работать по тепловому графику нагрузки, исключив работу конденсационных установок, что снизит себестоимость их продукции. Недостающую же электрическую энергию производить на мощных конденсационных станциях, и, где это возможно, превращая действующие котельные в мини - ТЭЦ.

В Ивановской области, по грубым оценкам, можно иметь дополнительные мощности на действующих котельных порядка 60 МВт (может и больше, но для этого необходимо обследовать все котельные области).

ПТМ, сравнительно недорогие, с малым сроком окупаемости от 1 до 3-х лет. Срок окупаемости определяется тарифами на топливо, электроэнергию и длительностью, тогда, когда есть теплопотребление.

8.2 Анализ целесообразности

Оценка главного корпуса Уральского

турбомоторного завода имени И.П. Усачева

сводится к следующему

В России около 1000000 котельных общей установленной мощностью (тепловой) в паре и горячей воде 2000000 Гкал/час (230млн. кВт);

В котельных можно осуществить турбопривод электроемких механизмов и автономных электрогенераторных установок с помощью ПТМ, общей мощностью более 25 млн. кВт (25000 кВт). Это около 15% от установленной мощности ТЭС РФ;

Техническое перевооружение котельных в мини - ТЭЦ, в среднем, окупается в срок до 3-х лет. Средний срок окупаемости техперевооружения ТЭС традиционными установками не менее 5-ти лет, а ввода новой мощности 6,5 лет;

Введение турбоагрегатов ПТМ в действующих котельных:

-        повышает надежность энергоснабжения объектов владельца котельной

-        снижает расходы на транспортирование электроэнергии

         обеспечивает возможность автономной работы помимо параллельной с централизованной электросетью;

Для полного техперевооружения действующих котельных в мини - ТЭЦ необходимо не менее 2000000 турбоустановок ПТМ;

Из расчета равномерного техперевооружения котельных при последующей замене оборудования, выработавшего ресурс, требуется серийное производство около 5000 турбоагрегатов в год (срок эксплуатации турбоустановок ПТМ - 40лет);

На заводе ведется разработка и постановка на производство турбоагрегатов с перспективой выпуска до 5 тыс. установок в год

.3 Оценка экономической эффективности

Установка турбины

Основные параметры устанавливаемой турбины

ПТМ - 4000 - 50 - 40/6:

-        номинальная мощность N = 4000 кВт

-        максимальная мощность N = 4800 кВт

расход пара на турбину

при номинальной мощности G = 40 т/ч

при максимальной мощности G = 48 т/ч

-        удельный расход топлива на производство электроэнергии

b = 0,151 м3/ (кВтч)

Определяем капитальные затраты на установку турбины, но сначала рассчитаем стоимость самой турбины

Ктурб = N·Куд, руб., где

Куд - удельная стоимость турбины, которая составляет 122 $/ кВт или 3500 руб/кВт

Ктурб = 4000·3500 = 14·106 = 14 млн. руб

С учетом расходов на проект, транспортировку, монтаж и пуско - наладочные работы общие капитальные затраты составят

К = Ктурб·2,5 = 14·2,5 = 35 млн. руб

Определяем плановую величину выработки электроэнергии за год

Wгод = N·r, кВтч/год, где

r - количество часов работы турбины в году,

r = 7000 час/год

Wгод = 4000·7000 = 28·106 кВтч/год

Выработка собственной электроэнергии замещает покупную электроэнергию в таком же количестве. Рассчитаем стоимость 1 кВтч покупной электроэнергии по двухставочному тарифу:

Цэ = а·12/ r+ в, руб/кВтч, где

а - основная ставка тарифа

а = 258,403 руб/кВтч

в - дополнительная ставка тарифа

в = 1,0136 руб/кВтч

r - время работы предприятия (к заявленной мощности),

принимаем r = 7000 час/год

Цэ = 258,403·12 / 7000 + 1,0136 = 1,46 руб/кВтч

Определяем общий экономический эффект от турбоустановки

Эгод = Wгод·(Цэ - Kэкс·b·Цт ), руб/год, где

Кэкс - коэффициент эксплуатационных затрат

Кэкс = 2

b - удельный расход топлива на производство электроэнергии

b = 0,151 м3/ кВтч

Цт - цена топлива (природного газа),

Цт = 1,2 руб/м3

Эгод = 28·106·(1,46 - 2·0,151·1,2 )

Эгод = 30,7 млн. руб/год

Чистый доход от работы турбины

Dгод = Эгод· (1 - Н) + Агод , руб/год, где

Н - ставка налога на прибыль

Н = 0,24

Агод - годовые амортизационные отчисления, руб/год

Агод = а/100 ·К, где

а - норма амортизации на турбоустановку и сопутствующее ей оборудование,

а = 3,3%

Агод = 3,3/100 ·35

Агод = 1,55 млн. руб/год

Dгод = 30,7· (1 - 0,24) + 1,155

Dгод = 24,49 млн. руб/год

Рассчитываем основные критерии экономической эффективности инвестиционных проектов

Стоимость окупаемости инвестиций

Cок =К / Dгод = 35/24,49

Сок = 1,43 года < 2-х лет

Чистый дисконтированный доход определяем по сроку службы (Ссл):

Ссл = 30 лет

R - cтавка дисконта

Чтобы уменьшить вероятность ошибки в обосновании ставки дисконта, рассчитаем два крайних варианта:

оптимистический с Rо =0,10, и пессимистический с Rп = 0,40

Чистый дисконтированный доход (оптимистический)

NPVо = 24,49 1/ 1,1r - 35 = 22,49 (1 - 1,1-30 ) / 0,1 - 35

NPVо = 195,87 млн. руб., > 0

Чистый дисконтированный доход (пессимистический)

NPVп = 22,49·(1 - 1,1-30 ) / 0,4 - 35

NPVп = 26,22 млн. руб > 0

Внутренняя норма доходности

IRR = 70% > Rп

Расчеты показали, что срок окупаемости не превышает двух лет; чистый дисконтированный доход в общих случаях положителен, внутренняя норма доходности имеет высокое значение, следовательно, установка турбины экономически эффективна.

9. Охрана труда

Источник теплоснабжения характеризуется сложным энергоемким оборудованием. Основное и вспомогательное оборудование, установленное в турбинном цехе, является довольно сложным. Эксплуатация данного оборудования и проведение ремонтно-профилактических работ требует высокой технической подготовки персонала и неукоснительного соблюдения ими требований безопасности.

 

9.1 Анализ потенциальных опасностей и условий труда в турбинном цехе

Полностью безопасных и безвредных производств не существует. Реальные производственные условия характеризуются, как правило, наличием некоторых опасных и вредных производственных факторов. Анализируя условия работы в турбинном цехе следует отметить ряд вредных и опасных факторов. Т.к. в турбинном цехе имеется оборудование, которое приводится в действие с помощью электрических двигателей, а также имеется искусственное освещение, то существует опасность поражения электрическим током.

Опасность получения ожога в турбинном цехе вытекает из наличия высокотемпературных процессов и возможности существования открытых горячих поверхностей (оборудование, трубопроводы), а также в случае утечки пара и горячей воды. Оборудование цеха (турбины, подогреватели и другие) работают под избыточным давлением, и в процессе работы могут возникнуть ситуации понижения и повышения давления в оборудовании. Особенно опасно для оборудования и персонала повышение давления среды в оборудовании, что может привести к его разрушению и гибели людей.

Вероятность взрыва паровоздушной смеси может образоваться при розжиге, останове, а также в процессе эксплуатации котлов и другого оборудования. После чего может произойти вероятность пожара.

Нарушение микроклимата в помещении ведет к негативному влиянию на персонал, работающий в турбинном цехе. Быстро наступает усталость, что приводит к ухудшению производительности труда и нередко к несчастному случаю.

От освещенности рабочего места обслуживающего персонала зависит очень многое. Так, при недостаточном освещении ухудшается производительность труда, а со временем у персонала могут появиться профессиональные заболевания глаз с ухудшением зрения.

В турбинном цехе расположении оборудование, которое является источником шума и вибрации (вентиляторы, насосы, турбины и Томы подобное), что пагубно влияет на здоровье людей.

9.2 Мероприятия по защите обслуживающего персонала от воздействия опасных факторов

.2.1 Электробезопасность обслуживающего персонала

Для предотвращения поражения работающих электрическим током осуществляются следующие мероприятия: ограждение электрооборудования; прокладка токоведущих частей в каналах; закрытых от доступа персонала; заземление; изоляция токоведущих частей от корпусов агрегатов.

В качестве заземления для рассматриваемого цеха используются естественные заземлители. Ими являются железобетонные конструкции фундамента, которые обеспечивают сопротивление менее 40 Ом. Согласно [13] при использовании таких конструкций в качестве заземлителей можно обеспечить электробезопасность персонала при работе с установками напряжением до 1000 В.

9.2.2 Защита от ожогов

Для исключения ожогов обслуживающего персонала применяют изоляцию горячих поверхностей и трубопроводов, находящихся в зоне обслуживания.

В качестве примера приведем расчет тепловой изоляции для паропровода, расположенного в турбинном цехе.

Исходные данные:

Температура параtп = 159°С

Внутренний диаметр паропроводаdвн = 0,15 м

Толщина стенкиdст = 0,0045 м

Основной изоляционный слой - маты минераловатные, прошивные, в обкладке из металлической сетки толщиной dиз = 0,08 м и lиз = 0,055 Вт/м×К. Покровный слой - асбоцементная штукатурка на металлической сетке толщиной dп. сл = 0,008 м и lп. сл = 0,38 Вт/м×К.

. Сетка паропровода 2. Основной изоляционный слой 3. Покровный слой.

Рис. 8.1. К расчету тепловой изоляции

Определение температуры на поверхности покровного слоя ведем с помощью [14].

Определяем коэффициент теплопередачи, Вт/м2×К

(9.1)

гдеaвн = 10000 Вт/м2×К - коэффициент теплоотдачи от пара к стенке трубы [14];

lтр = 58 Вт/м×К - коэффициент теплопроводности стальной стенки трубы [14];

aн = 20 Вт/м2×К - коэффициент теплоотдачи от покровного слоя к окружающей среде [14];

dиз - наружный слой изоляции, dиз = 0,319 м

dп.сл = 0,336 м - наружный диаметр покровного слоя

Определяем удельный тепловой поток, Вт/м2

q = k × (tп - t0)(9.2)

гдеt0 = 25°С - температура воздуха в помещении

q = 0,48 × (195-25)=81,6 Вт/м2×К

Определяем температуру на поверхности покровного слоя, °С

tп.сл = q × Rп.сл + t0(9.3)

гдеRп.сл - термической сопротивление покровного слоя, (м2К)/Вт

(9.4)

 (м2К)/Вт

Температуру на поверхности покровного слоя определяем по формуле (8.3).

tп.сл = 81,6 × 0,0473 + 25 = 28,9 °С

Температура на поверхности покровного слоя удовлетворяет требованиям [14], т.к. температура на поверхности изоляции трубопроводов, проложенных в помещении не должна превышать 45°С [14].

.2.3 Защита оборудования от превышения давления в нем выше допустимого

Повышение давления среды выше допустимого в оборудовании может привести к его разрушению. Для того, чтобы предотвратить разрушение оборудования и тем самым обеспечить безопасность людей, устанавливают предохранительные клапаны на газоходе.

Ниже проведем расчет предохранительного клапана прямого действия, установленного на газоходе.

Пропускная способность предохранительного клапана определяется по формуле, кг/с

(9.5)

гдеВз - коэффициент, учитывающий физико-химические свойства газов при рабочих параметрах

Вз = f(T);

Т = 195°С - температура газов, по приложению 2 [15]

Вз = 1,0 [15]- площадь сечения клапана, по приложению 1 [15], мм2

F = pDh(9.6)

гдеD = 9 мм - диаметр седла, по [15];

h = 63,6 мм2 - площадь сечения седла, по [15];

F = 3,14 × 9 × 63,6 = 1820 мм2

a1 - коэффициент расхода, соответствующий площади F = 1820 мм2, по [15];

р1 = 10 МПа - максимальное избыточное давление перед предохранитель-ным клапаном, МПа;

r1 = 0,77 кг/м2 - плотность реального газа перед клапаном [15]

 кг/ч

Число предохранительных клапанов выбираем по их пропускной способности таким образом, чтобы их суммарная пропускная способность была не менее газовой производительности котла. Согласно [15] выбираем 2 клапана.

.2.4 Профилактика механических травм

Для предотвращения травматизма в турбинном цехе предусмотрены специальные ограниченные зоны обслуживания, лестницы и поручни на площадках, проходы для обслуживающего персонала в соответствии с [16].

Для организации подъема и перемещения грузов при ремонте и замене оборудования в турбинном цехе установлен кран-балка.

Грузоподъемность крана-балки выбирается исходя из условий подъема самой тяжелой детали цеха массой 60 т. Грузоподъемность крана-балки - до 70 т.

.2.5 Обеспечение пожаровзрывобезопасности

Так как котлы на ТЭЦ работают на мазуте, то возможна утечка мазута из мазутопроводов. Поэтому во избежание взрыва котлов применяют следующие меры безопасности: осуществляется контроль на пункте управления котла с установкой световой и звуковой сигнализации, производится вентилирование топки перед пуском котла в соответствии с правилами эксплуатации котельных установок; устанавливаются предохранительные клапаны на котлах, установлена автоматика на линии подачи воды в котел, чтобы при палении давления в магистрали производилось автоматическое отключение котла. Своевременно проводятся текущие и капитальные ремонты.

Согласно [19] турбинный цех относится к помещению категории Г (по взрывоопасности). Для предупреждения пожаров технического характера в цехе проводятся систематические проверки состояния оборудования, которое может стать причиной пожара.

Проверке на наличие и исправность подлежат также средства пожаротушения. Эту проверку, не реже одного раза в месяц, проводит представитель или комиссия пожарной охраны труда. С персоналом турбинного цеха проводится инструктаж по правильному применению средств пожаротушения.

9.3 Создание нормальных условий труда для обслуживания персонала турбинного цеха

9.3.1 Создание нормального микроклимата в помещении

Ввиду того, что в турбинном цехе основными вредностями являются избыточная теплота и вредные газы, то для борьбы с ними предусмотрена общеобменная вентиляция приточно-вытяжного типа. Подача наружного воздуха осуществляется через окна на высоте 4 метра в холодный период и 1,2 метра в теплый период года. Удаление воздуха происходит через шахты с дефлекторами в верхней зоне - это также является эффективной мерой по борьбе с вышеуказанными вредностями.

Ниже представлен расчет дефлектора конструкции ЦАГИ [18]

Производительность дефлектора определяется из соотношения

(9.7)

гдеDд - диаметр подводящего патрубка дефлектора, Dд = 0,2…1,0 м, принимаем Dд = 1,0 м

Qд - производительность дефлектора, м3/ч

nд - скорость воздуха в патрубке, м/с

Скорость воздуха в патрубке дефлектора принимается равной 0,2…0,4 от скорости ветра, то есть

nд = (0,2…0,4)×nв(9.8)

Принимаем nд = 0,4×nв. Для поселка Петровский в летнее время года nв= 5,2 м/с [17], тогда

nд = 0,4 × 5,2 = 2,1 м/с

Из соотношения (8.7) величина Qд определяется следующим образом

(9.9)

 м3/ч = 1,67 м3/с

При необходимой кратности воздухообмена к = 7 т/ч [18], воздухообмен составит

Q = к × nтур(9.10)

где nтур - объем помещения турбинного цеха, м3

Q = 7 × 18140,0 = 126980 м3/ч

Определим необходимое число дефлекторов для обновления воздуха в турбинном цехе

 шт.

Принимаем в установке 21 дефлектор ЦАГИ.

.3.2 Организация рационального освещения

Для обеспечения нормальных условий работы необходимо хорошее освещение рабочего места, поэтому на ТЭЦ предусмотрено несколько видов искусственного освещения:

рабочее (освещение помещения турбинного цеха, а также участков открытых пространств, предназначенных для работы, прохода людей и движения транспорта);

дежурное (освещение в рабочее время);

аварийное (освещение для продолжения работы при аварийном отключении рабочего освещения);

эвакуационное (освещение для людей из помещения при аварийном отключении рабочего освещения); [20]

Значение освещенности на некоторых производственных участках ТЭЦ представлены в таблице 8.1.

Таблица 9.1.

Значение освещенности на некоторых производственных участках ТЭЦ

№ п/п	Помещения и производственные участки	Освещенность, як
1	Площадка обслуживания котлов	100
2	Конденсаторная, деаэраторная, бойлерная	100
3	Площадки и лестницы котлов	10
4	Камеры трансформаторов	50
5	На фасаде щита управления турбины	200

реконструкция котельная теплоснабжение

Из таблицы 8.1. видно, что наибольшая освещенность необходима на фасаде щита управления турбины. Для достижения необходимой освещенности на щите установлены приборы местного освещения с использованием газонаполненных безспиральных ламп. Для освещения площадок обслуживания котлов и тому подобных производственных участков используются лампы типа ДРЛ.

.3.3 Защита от шума и вибрации

Для снижения шума в местах присоединения воздуховода к вентиляторам установлены мягкие вставки. Динамическое оборудование установлено на отдельных фундаментах, не связанных с фундаментом здания, чтобы исключить вибрацию здания. Для ослабления вибрации кожухов, ограждений и других деталей, выполненных из металлических листов, применяют виброгашение путем нанесения на вибрирующую поверхность слоя резины, которая рассеивает энергию вибрации, при этом также снижается уровень производимого шума. Шум нормируется в соответствии с [21]. Для борьбы с шумом применяется активный глушитель со звукопоглощающим материалом.

К средствам индивидуальной защиты от шума применяют вкладыши.

Заключение

Проведенные теоретические и расчетные исследования, а также экономический анализ показали, что предложенная реконструкция котельной является целесообразной. Экономичность и надежность предлагаемого проекта подтверждена соответствующими расчетами.

Установление турбины Р-12-15 экономически наиболее выгодно, так как наблюдается снижение себестоимости тепловой и электрической энергии и, как следствие, возрастает годовой объем прибыли.

Реальный срок окупаемости проекта 3,36 года.

Помимо этого решается вопрос теплоэлектроснабжения близлежащих поселков на основе централизованной выработки теплоты и электрической энергии.

 

Литература

1. Журнал «Промышленная энергетика», №1, 1999 г.

. Ривкин С. А., Александров А. А. Теплофизические свойства воды и водяного пара.- М.: Энергия, 1980.- 424 с.

. Эстеркин Р. И. Котельные установки.- Ленинград.: Энергоатомиздат, 1989.- 280 с.

. Мошкарин А. В., Чухин И. М. Расчет тепловых схем ТЭЦ.- Иваново, 1985.- 64 с.

. Капелович Б. Э. Тепловой расчет паровых турбин.- Иваново, 1986.- 80 с.

. СНиП 2.04.14. Тепловая изоляция.= М.: ЦИПТ Госстроя.

. Кромов А. Г. Тепловые двигатели. Методич. указания к выбору профилей и лопатных решеток.- Иваново, 1970.- 85 с.

. Щегляев А. В. Паровые турбины. М.: Энергия, 1976.- 368 с.

. Битеряков Ю. Ф. Определение технико-экономических показателей ТЭС. Методич. указания, 1989.- 42 с.

. Охрана труда в машиностроении / Под ред. Е. Я. Юдина.- М.: Машиностроение, 1983.- 432 с.

. Арсенев В. Г., Павлов В. С. Расчет теплоизоляционных конструкций. Комплектация температурных удлинений.- Иваново, 1991.

. Арсенев В. Г., Ларионов В. И. Вопросы охраны труда в дипломном проектирвоании.- Иваново, 1991.- 20 с.

. Правило устройства электрустановок / Минэнерго СССР.- М.: Энергоатомиздат, 1985.- 230 с.

. СНиП-Г-10-73 (II-36-73). Тепловые сети. нормы проектирования.- М.: ЦИТП Госстроя СССР, 1985.- 45 с.

. Строев В. П. Методические указания по расчету и выбору предохранительных клапанов.- Иваново, 1985.- 35 с.

. СНиП II-35-76. Котельные установки.- М.: Стройиздат, 1976.- 80 с.

. СН 4088-86. Санитарные нормы микроклимата производственных помещений.- М.: 1986.

. Безопасность производственных процессов (под ред. С. В. Белова) - М.: Машиностроение, 1985.- 340 с.

. ГОСТ 12.1.004-85 ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования.- М.: 1985. - 63 с.

. Допин П. А. Справочник по технике безопасности.- М.: Энергоиздат, 1984.- 340 с.

. СН 3223-85. Санитарные нормы допустимых уровней шума на рабочих местах. 1985.-120 с.